Привод сцепления

Привод сцепления бывает механические и гидравлические и расчет производят для определения его передаточного числа, которое должно быть таким, чтобы обеспечить удобство и легкость управления, обычно оно равно 24…45. Привод с усилителем принимают в случае, когда работа совершается при выключении сцепления, превышает 30 Дж, усилие на педали в этом случае ограничивается до 100…150 Н.

 

Коробка передач

Особенности концентрации и элементы расчета главных деталей коробки передач.

Картер – является базовой деталью. Он обеспечивает правильное расположение и надежное предохранение деталей, возможность их смазки, воспринимает силы возникающие в зубчатых передачах, и позволяет компоновать узел в виде самостоятельного изделия.

Картеры коробок передач отливают из алюминиевых, магниевых сплавов, а грузовых из серого чугуна, с толщиной стенки 5…7 мм.

Переднюю и заднюю стенки делают утолщенными, соответствующими по размерам ширине подшипников. Для сборки и разборки коробки передач, установки механизмов управления и отбора мощности в картеры предусмотрены люки, закрываемые крышками, а для заправки и слива масла - отверстия, закрываемые резьбовыми пробками.

Основным критерием работоспособности картера является жесткость, влияющая на условие работы подшипников и зубчатых колес. Для ее увеличения применяют окантовку люков и ребра жесткости, располагаемые соответственно характеру деформирующих картер.

Зубчатые колеса и зубчатые муфты.

Зубчатые колеса и зубчатые муфты являются наиболее ответственными и нагруженными деталями коробок передач и одинаковой, основной конструкторский элемент – зубчатый венец. Работоспособность венца обеспечивается: высокой твердостью поверхностного слоя, необходимой для увеличения сопротивления смятию и для предотвращения усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зуба; прочностью на изгиб зубьев при одновременной высокой вязкости из сердцевины для противостояния ударным нагрузкам.

Высокие свойства (механические) зубчатого венца достигается изготовлением зубчатого колеса из легированных сталей, подвергаемых соответствующей химико-термической обработке: цементации или цианированию с последующей закалкой и отпуском. Для цементируемых колес применяют стали 12ХНЗА, 18ХГТ и 30ХГТ, для циатируемых – 35Х, 40Х и 40ХНМА. Заготовки получают объемной штамповкой.

 

Расчет

Цель – определение параметров зубчатого венца.

На основании результатов тягового расчета автомобиля и анализа конструкций коробок передач автомобилей – аналогов, разрабатывают кинематическую схему проектируемой коробки передач и определяют предварительные значения основных параметров: передаточное число каждой пары зубчатых колес, межосевое расстояние А, модуль зацепления, рабочую ширину и диаметры зубчатых венцов.

Межосевое расстояние обусловливает контактную прочность рабочей поверхности зубьев. Его предварительно определяют по эмпирической формуле:

 

, м,

где - коэффициент .

Модуль зацепления – определяет прочность зубьев на изгиб, поэтому различны нагружены пары колес должны иметь различный модуль. Однако для сокращения номенклатуры зуборезного инструмента в коробках передач применяют только два значения модуля: одно для прямозубых и другое для всех зубчатых колес с косым зубом.

Модуль зубчатых колес с прямым зубом вычисляют по эмпирической зависимости и округляют до ближайшего значения по ГОСТу. В качестве нормального модуля косозубых колес, отличающихся большей прочностью зуба и менее нагруженных выбирают по тому же ГОСТу соседнее меньшее значение.

Далее для каждой пары колес определяют число зубьев, действительное значение передаточного числа и межосевого расстояния по известным формулам.

Делительный угол наклона зуба рекомендуют принимать 20…30⁰, с целью максимальной унификации производственный оскастки задают одно значение этого угла для всех зубчатых колес. Для зубчатых колес с прямым зубом и .

Делительные межосевые расстояния А различных пар обусловлены конкретными значениями чисел зубьев, модуля и угла и поэтому могут оказаться различными. Тогда необходимо их привести к единому расстоянию А между осями валов коробки передач, которое принимают равным наибольшему из значений А между парами колес. Для приведения этих пар к общему межосевому расстоянию изменяют принятое раннее значение угла так, чтобы оно отвечало условию:

 

.

 

Рабочую ширину зубчатого венца выбирают в зависимости от модуля. Для колес с прямым зубом , а с косым .

Далее определяют: делительный диаметр, диаметр впадин, высоту головки зуба, диаметр вершин зубьев, начальный диаметр. Для предупреждения преждевременного разрушения зубьев необходимо по поверочным расчетам установить удовлетворяют ли принятые значения межосевого расстояния, модуля и ширины зубчатого венца условиям прочности и выносливости. (Для предотвращения поломок зуба рассчитывают его на изгиб).

Установлены три расчетных нагрузочных режима для трансмиссии: по максимальному крутящему моменту двигателя, по максимальному сцеплению ведущих колес с дорогой и по максимальной динамической нагрузке.

При поверочном расчете на выносливость зубчатых колес всех передач, кроме первой, используют первый расчетный режим:

 

.

Для расчета зубчатых колес первой передачи используют второй режим:

.

При поверочном расчете зубьев на прочность используют третий нагрузочный режим. Он характеризуется перегрузкой деталей трансмиссии инерционным моментом (главным образом маховика), зависящим от темпа включения сцепления, типа и состояния дороги. Инерционный момент ограничивается моментом трения в сцеплении или моментом сцепления . За расчетный принимается меньший.

Значение допустимого напряжения при расчете зубьев на выносливость берут МПа для зубчатых колес I и II передач; МПа для остальных.

При расчете зубьев на прочность допустимое напряжение вычисляют по формуле:

,

где - предел прочности материала;

- коэффициент запаса прочности, ;

- коэффициент концентрации напряжений в выкружке зуба.

Для предотвращения усталостного выкрашивания зубья рассчитывают на контактную выносливость по формуле Герца-Беляева. Значения допустимого напряжения берут МПа для колес I передачи; МПа для колес других передач.

По результатам поверочных расчетов окончательно уточняют значения и диаметры зубчатых колес.

Валы и подшипники. Валы изготавливают из стали тех же марок, что и зубчатые колеса. Заготовки получают объемной штамповки.

Диаметр и длина отдельных участков зависят от особенностей конструкции деталей находящихся на валу и метода осевой фиксации деталей на валу и вала в картере.

Расчет валов производят перед их эскизной компоновкой. На этой стадии проектирования считают валы гладкими и по эмпирическим формулам определяют их первоначальный диаметр.

Для первичного вала:

.

Для промежуточного и вторичного валов:

.

Для повышения прочности и жесткости – основных критериев работоспособности валов стремятся к тому, чтобы диаметры всех нагруженных участков вала были больше , а отношение к расстоянию между опорами для I и III валов находилась в пределах 0,16…0,18, Для вторичного 0,18…0,21.

Поверочный расчет валов на прочность и жесткость проводятся в следующей последовательности:

1. вычертить для каждой передачи схему расположения валов коробки с изображением двух пар зубчатых колес: привода промежуточного вала и рассматриваемой передачи; на этой схеме изобразить силы, действующие на зубчатые колеса и подшипники передач;

2. найти значение сил действующих во всех зацеплениях;

3. вычертить каждый вал и определить нагрузки действующие в вертикальной и горизонтальных плоскостях и эпюры крутящего момента;

4. определить вероятные опасные сечения вала и приведенный момент ;

5. рассчитать номинальное приведенное напряжение в опасных сечениях

и проверить соблюдение условий прочности и выносливости

 

;

,

где - пределы текучести и выносливости;

- запасы прочности относительно пределов текучести и выносливости ;

- коэффициент концентрации напряжений;

6. проверить вал на прочность ;

7. рассчитать шлицевые и шпоночные соединения, предусмотренные на валах;

8. выбрать и рассчитать подшипники; по конструктивным соображениям выбирают типоразмер подшипников, а затем выполняют его проверочный расчет на долговечность.

Расчет коробки передач производится в следующем порядке:

1) задаются числом передач и выбирают кинематическую схему коробки передач;

2) в процессе тягового расчета трактора устанавливают общее передаточное число трансмиссии на различных передачах;

3) распределяют общее передаточное число трансмиссии между отдельными ее механизмами;

4) находят передаточное число коробки передач на различных передачах;

5) устанавливают число зубьев шестерен, определяют их модуль и основные размеры;

6) вычерчивают в масштабе компоновочную схему коробки передач;

7) определяют силы, действующие на валы, и реакции их опор;

8) рассчитывают валы на прочность и жесткость;

9) подбирают подшипники качения.